Đồ án thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xn Tây.

LỜI NĨI ĐẦU
Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung khơng thể thiếu trong các
chương trình đào tạo cho sinh viên cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở cho
sinh viên về kết cấu máy.Với vai trò đặc biệt quan trọng này mà tính tốn thiết kế
hệ dẫn động cơ khí đã trở thành môn đồ án thứ hai trong quá trình học tập của
sinh viên cơ điện tử.
Qua quá trình thực hiện đồ án đã giúp em củng cố lại những kiến thức đã
học trong các môn học cơ sở, đồng thời tích lũy được kinh nghiệm tra cứu tham
khảo các tài liệu có sẵn, tạo tiền đề cho việc phát triển các kĩ năng học tập thiết kế
về sau.

Trang 1


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xn Tây.
MỤC LỤC
Trang.
Phần A: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.
Chọn động cơ.................................................................................... 3.
Phân phối tỉ số truyền......................................................................4.
Phần B: Tính toán thiết kế chi tiết máy.

Thiết kế bộ truyền đai..........................................................................6.
Tính bộ truyền bánh răng cơn cấp nhanh.............................................8.
Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng –cấp chậm.....................14.
Thiết kế trục................................................................................... 21.
Chọn ổ lăn ...................................................................................... 33.
Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ...................................................37.
Bơi trơn ăn khớp .................................................................................40.
Bảng dung sai lắp ghép..................................................................42.
Tài liệu tham khảo.........................................................................43.

Trang 2


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xn Tây.
Phần A: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.
I. Chọn động cơ.
Cơng suất cơng tác của bộ truyền
Pct=

F .v 4500.1, 05
=
=4,725 (Kw)
1000
1000

Hệ số tải tương đương:

β

=
=

12.36 + 0,82.30
36 + 30

=0,9009
⇒ Công suất tương đương Ptđ=Pct. β =4,256 (Kw)
Hiệu suất bộ truyền
η = η k .η ol3 .η ot .η brt .η brc .η đ

=0,99.0,993.0,99.0,98.0,97.0,96
=0,87
Với η k : hiệu suất khớp nối trục; η ol :hiệu suất ổ lăn; η ot :hiệu suất ổ trượt;
η brt : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ; η brc :hiệu suất bộ truyền bánh răng côn;
η đ : hiệu suất đai truyền.
⇒ Công suất yêu cầu của động cơ:
Ptđ

4, 257

Pyc= η = 0,87 =4,89(Kw)
Số vịng quay trên trục cơng tác
6.10 4
6.104
Nct=
.v=
.1,05= 40,1 (v/ph)

π .D
π .500

Tỉ số truyền sơ bộ : usb=uh.ung
Chọn tỉ số truyền bộ truyền ngoài : uh=3
Tỉ số truyền bộ truyền trong: ung=10.
⇒ usb=30.
Vận tốc vòng sơ bộ của động cơ : nsb=30.40.1=1203 (v/ph).
Tmm

Hệ số quá tải : T =1,4
Với các thơng số đã tính ở trên ta chọn động cơ 4A112M4Y3 có:
- Cơng suất P=5,5 Kw
- Số vòng quay n=1425 v/ph
- Hệ số quá tải

Tk
=2,0.
T

Trang 3


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.
II. Phân phối tỉ số truyền.
n

1425

Tỉ số truyền thực của bộ truyền u= n =
= 35,54
46
ct
Với ung=3 (chọn tỉ số truyền đai)
⇒ uh=

35.54
=11,84.
3

Tỉ số truyền của hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp :uh=u1.u2
Chọn phân tỉ số truyền hộp giảm tốc côn trụ theo khả năng bôi trơn:
Chọn Kbe=0,3; ψ bd 2 =1,2;
[K01]=[K02] và
d w 22

ck = d
λk =

=1,1. Ta có

e 21

2,25.ψ bd 2 .[ K 01 ]
2,25.1,2
=

=12,9.
(1 − K be ).K be .[ K 02 ] (1 − 0,3).0,3

λ k .c k =12,9.1,13=17,1
Từ đó
Theo đồ thị 3.21-[I] với uh=11.8 ta tìm được u1=3,3 ⇒ u2=3.6 (=uh/u1).
III. Tính tốn các thơng số
Cơng suất :
Pct=4,725 Kw.
Số vịng quay: n=1425 v/ph.
⇒ số vòng quay trên các trục
3

n

1425
=475 (v/ph)
3
đ
n1 475
n2= u = 3,3 = 158,33 (v/ph)
1
n 2 158,33
n3= u =
= 44.47 (v/ph)
3.56
2

n1= u =

nct=n3.
Công suất động cơ trên các trục :
Pct

4, 725

P3

4,81

P2

4.98

P3= η .η = 0,99.0,99 =4.81 (Kw)
ot
k
P2= η .η = 0,98.0,99 =4.98 (Kw)
brt
ol
P1= η .η = 0,97.0,99 =5,17 (Kw)
brc ol
P1

5,17

P’đc= η .η = 0,95.0,99 =5,45(Kw)
đ
ol
Trang 4

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.
Vậy momen xoắn trên các trục :
5, 45
)=36524,6 (Nmm)
1425
5,17
T1=9,55.106.(P1/n1)=9,55.106.(
)=103944,2 (Nmm)
475
4,98
T2=9,55.106.(P2/n2)=9,55.106.( 158,33 )=300378,9 (Nmm)
4,81
T3=9,55.106.(P3/n3)=9,55.106.( 44,5 )=1032258,4 (Nmm)
4, 72
Tct=9,55.106.(Pct/nct)=9,55.106.(
)=1010672.6 (Nmm)
44.5

T’đc=9,55.106.(Pđc/n)=9,55.106.(

Ta có bảng số liệu :
Trục
Động cơ
1

2
Thơng số
Cơng suất
P(Kw)
5,45
5,17
4,98
Tỉ số truyền u
3
3,3
Số vịng quay
n(v/ph)
1425
475
158,3
Mơmen xoắn
T(Nmm)
36524
103944
300378

3

Cơng tác

4,81
3.6

4,72
1

44,6

44,6

1032258

1010672

Trang 5


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xn Tây.
Phần B: Tính toán thiết kế chi tiết máy.
I.Truyền động đai hình thang
Cơng suất trên bánh đai nhỏ Pđc=5,45Kw
Số vịng quay bánh đai nhỏ n=1425 v/ph
Theo hình 4.1-[I] chọn đai thang thường tiết diện Б hoặc A
Tính tốn thơng số đai Б:
- Đường bánh đai nhỏ d1=140 ÷ 200 chọn d1=180 mm
- Vận tốc đai

v=

π .d1.n1 π .180.1425
=

=13.43(m/s)
1000.60
6.104

- Đường kính bánh đai lớn d2=d1.u.(1-ε)
Trong đó hệ số trượt :
ε=0,01; u=3 ⇒ d2=180.3.(1-0,01)=536,6 mm
Chọn d2=560 mm theo tiêu chuẩn.
Tỉ số truyền ung=d1/d2=550/180=3,05
Sai số

3, 05 − 3
=0,32% < 4%
3

- Khoảng cách trục a:
Chọn theo bảng 4.14-[I] với u ≈ 3
⇒ a/d2=1
⇒ a=560 mm.
Đk 0,55.(d1+d2) ≤ a ≤ 2.(d1+d2)
⇒ 417,5 ≤ a ≤ 1480 thỏa mãn.
- Chiều dài l:
Theo công thức 4.4-[I] ta có:

π . ( d1 + d 2 ) ( d 2 − d1 ) 2
+
2
4.a
π . ( 550 + 180 ) ( 550 − 180 ) 2
=2.560+

+
2
4.560

l=2a+

=2346,8 mm.
Chọn theo tiêu chuẩn l=2360 mm.
- Tính lại khoảng cách trục a:
1
4

(

a= . λ + λ 2 − 8.∆ 2

)

π . ( d1 + d 2 )
2
π . ( 560 + 180 )
=2360=1197,6
2
d − d 560 − 180
∆= 2 1=
=190
2
2

trong đó λ = l −

Trang 6


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.

(

1
→ a= . 1197, 6 + 1197, 6 2 − 8.190 2
4

)

=567 mm.
i= v/l=13,43/2,36=5,69<10.
Góc ơm α1 =180-57.(d2-d1)/a=180-57.(550-180)/567
=142o>120o.
- Số đai:
P1.K d

Z= [P ].C .C .C .C
0
α
l
u

z
Hệ số tải trọng động Kđ=1,2
Hệ số Cα =0,886 ( α =1420)
Hệ số chiều dài đai: Cl=1 (l/lo=1,05).
Với u=3 ⇒ Cu=1,14
Công suất cho phép [P]=4,61 (Kw).
⇒ z=

5, 45.1, 2
=1,46
4, 61.0,886.1.1,14.1, 05

⇒ lấy z=2.

- Từ đó ta có chiều rộng bánh đai B=(z-1).t+2e.
Đai Γ có t=19; e=12,5 ⇒ B=1.19+2.12,5=44 mm
Đường kính ngồi bánh đai da=d+2.ho=180+2.4,2
=188,4 mm.
- Lực căng đai ban đầu:
Fo=780.P1.Kđ/v. Cα .z + Fv.
Lực căng do lực li tâm Fv=qm.v2
với qm=0,178
v = 13,43
⇒ Fv=32,1 N.
⇒ Fo =

780.4,51.1, 2
+32,1=209,5 N.
13, 43.0,886.2

Lực tác dụng lên trục :
Fr=2Fo.sin(

α1
140o
)=2.209,5.sin(
).
2
2

=396,2 N.

Trang 7


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xn Tây.
Tính tốn bộ truyền trong :
II.Tính bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh.
Số liệu :
Công suất trên trục P1=5,17 Kw.
Số vòng quay
n1=475v/ph.
Tỉ số truyền
u1=3,3
1.Chọn vật liệu
Theo bảng 6.1-T92-[I]

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có
σ b =850 Mpa; σ ch =580 Mpa.
Bánh lớn: thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có
σ b =750 Mpa; σ ch =450 Mpa.
2. Xác định ứng suất cho phép.
Theo bảng 6.2-T94-[I] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350
σ Ho lim =2HB+70; SH=1,1.
σ Fo lim =1,8HB; SF=1,75.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245, độ rắn bánh lớn HB2=230, khi đó
o
• σ H lim =2HB1+70=2.245+70=560 Mpa.
1

1

1

1

1

1

1

σ Fo lim1

=1,8HB1=1,8.245=441 Mpa.
o
• σ H lim =2HB2+70=2.230+70=530 Mpa.

σ Fo lim =1,8HB2=1,8.230=414 Mpa.
Theo công thức: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
2,4
NHO=30. H HB
do đó:
2,4
NHO1=30.245 =1,6.107;NHO2=30.2302,4=1,39.107
Theo cơng thức: sốchu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
2

2

NHO=30.HHB2,4 do đó:
NHO1=30.2452,4=1,6.107; NHO2=30.2302,4=1,39.107
Tuổi thọ: Lh = 8*280*8*2 = 35840giờ
mH = 6
NHE1 = 60c

niti =

Trang 8


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.
= 60*1*475 *

Do đó

* 35840 =

= 79,4*107 chu kì >NOH1
KHL1=1.
NHE2 =

Do đó

=

= 24*107 chu kì >NOH2

KHL2=1.
K HL

[ σ H ]= σ H lim . S
H
0

Như vậy.

1

[ σ H ]1=560. 1,1 =509 Mpa.
1

[ σ H ]1=530. 1,1 =481,8 Mpa.
Để tính bộ truyền răng cơn răng thẳng ta lấy [ σ H ]1=[ σ H ]2=481,8Mpa.

Lại có:

NFE1 = 60c

niti =

= 60*1*475*

* 35840

= 67,8*107 chu kì >NFO1=4.106 do đó KFL1=1
Tương tự NFE2=NFE1/u=20,3.107>NFO2 ⇒ KFL2=1.
Bộ truyền quay 1 chiều KFC=1 ta được
K FC

[ σ F ]= σ F lim .K FL . S
F
0

⇒ [ σ F 1 ]=441.1.1/1,75=252 Mpa.
[ σ F 2 ]=414.1.1/1,75=236,5 Mpa.

Ứng suất quá tải cho phép:

[ σ H ]max=2,8. σ ch 2 =2,8450=1260 Mpa.
[ σ F 1 ]max=0,8. σ ch1 =0,8.580=464 Mpa.
[ σ F 2 ]max=0,8. σ ch 2 =0,8.450=360 Mpa.
3. Tính tốn thơng số bộ truyền răng côn cấp nhanh.
Trang 9

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xn Tây.
a. Xác định chiều dài cơn ngồi theo công thức.
Re=KR.
u 2 + 1. 3 T1.K H β /[(1-K be ).K be .u.[ σ H ]

2

Với bộ truyền côn răng thẳng bằng thép.

→ hệ số phụ thuộc vật

liệu bánh răng và loại răng
KR=0,5.Kd=0,5.100=50Mpa1/3
Chọn hệ số chiều rộng vành răng Kbe=0,25
Theo bảng 6.21 với :
K be .u1 0, 25.3,34
= 2 − 0, 25 =0,477
2 − K be

Trục bánh răng côn lắp trên ổ bi (sơ đồ I) HB<350 tra được hế số phân bố không
đềutải trọng K H β =1,19 ; momen xoắn trên trục 1 :T1=103944 Nmm.
Do đó:
Re=50.
3,32 + 1. 3 103944.1,19 / [(1-0,25).0, 25.3,3.481,82

=164,03 mm.
b. Xác định các thông số ăn khớp:
- Số răng bánh nhỏ:
de1=
2.164, 03
1 + 3,32

2.Re
1+ u2

=95,12 mm

Theo bảng 6.22-[I] ta được: z1p=19. do HB<350
Z1=1,6.z1p=1,6.19=30,4 ⇒ z1=30 răng.
Đường kính trung bình và mođun trung bình
dm1=(1-0,5.Kbe)de1 =(1-0,5.0,25)95,13=83,39
mtm=dm1/z1=83,39/30=2,78 mm.
Theo bảng 6.8-[I] lấy trị số tiêu chuẩn mte=3,0 với mte tính tốn:
mte =
mtm
2, 78
=
=3,177 mm.
1 − 0,5.K be 1 − 0,5.0, 25

do đó mtm=mte.(1-0,5.Kbe)=2,625 mm.
⇒ z1=

d m1 83,39
=

=31,76. Lấy z1=32 răng.
mtm 2, 625

Số răng bánh lớn z2=u.z1=3,3.32=105,88. Lấy z2=106 răng.
Trang 10

=


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.
Do đó tỉ số truyền :
z2

um= z =
1

106
=3,313.
32

Góc cơn chia :
δ1 =arctg(

z1
32
)=arctg(

)=16,6500=16o39’0,38”.
z2
106

δ 2 =90o- δ 2 =73,349o=73o20’59,62”.

Theo bảng 6.20 với z1=32 chọn hệ số dịch chỉnh
• X1=0,28 mm
• X2=0,28 mm
Đường kính trung bình của bánh nhỏ dm1=z1.mtm=32.2,625=84 mm.
Chiều dài cơn ngồi: Re=0,5.mte. z12 + z22 =0,5.3. 322 + 1062 =166,08 mm.
c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
σH =
Ta có:
2
Z M .Z H .Zε 2T1.K H . um + 1
.
d m1
0,85.b.um

Theo bảng 6.5, hệ số ảnh hưởng vật liệu : ZM=274 Mpa1/3.
Theo bảng 6.12, với x=x1+x2=0, hệ số ảnh hưởng hình dạng bề mặt răng tiếp xúc
ZH=1,76.
1

1

1
1
Và : ε α =1,88-3,2( Z + Z )=1,88-3,2( +

)=1,75.
32 106
1
2
4 − εα
4 − 1, 75
=
=0,866.
3
3
Theo công thức :
KH= K H β .K Hα . KHV
⇒

Zε =

Với bánh răng côn răng thẳng, hệ số phân bố tải trọng không đều K Hα =1.
n1=475 v/ph nên tốc độ vòng
v=

π .d m1.n1 π .83,39.475
=
=2,06(m/s).
6.104
6.104

Theo bảng 6.13-T106.[I] chọn cấp chính xác 8.
u +1
Có υ H = δ H .g0 . v. d m1 .
=0,006.56.2,06.

u

83,39(3,313 + 1)
3,316

=6,99
Trang 11


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.

Trong đó: hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp δ H =0,006 (bảng 6.15)
hệ số ảnh hưởng sai lệch bước răng go=56 (bảng 6.16)
Hệ số tải trọng động :
υ H .b.d m1

6,99.41,88.84

=1+ 2.T .K .K
=1+ 2.103944.1,19.1, 0 =1,098.
1
Hα
Hβ
Trong đó b=Kbe.Re=0,25.166,08=41,52
Do đó KH=1,19.1.1,098=1,31.
Vậy

Hv

δH =

274.1, 76.0,866 2.103944.1,31. 3,32 + 1
.
84
0,85.41,88.3,3

=448,1 Mpa.
Mặt khác, ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ δ H ]’=[ δ H
].Zv.ZR.KXH=481,8.1.0,95.1=457,7 Mpa.
Trong đó v< 5 m/s Zv=1; Ra=2,51,25 à m ; da<700; KXH=1.
Nh vy :
ã δ H <[ δ H ]’

[ δH ] −δH
•
=2%. Nên không phải chọn lại vật liệu.
'
[ δH ]
'

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

δ F 1 =2.T1.Kf. Yε .Yβ .YF 1 /

(0,85.b.mtm.dm1)
41,88

b
= 167,52 =0,25
Re
K be .u
0, 25.3,3
=
=0,47
2 − K be 2 − 0, 25

Với Kbe=
Tí số

Tra bảng 6.21-T143 -[I] được KFβ=1,38.
Có

υF=δF.go.v. d m1.

u +1
u

=0,016.56.2. 84.

(3,3 + 1)
3,3

=18,72
Trong đó: δF=0,016(bảng 6.15), go=56(bảng 6.16), do đó
Trang 12

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.

υ F .b.d m1

KFv=1+ 2.T .K .K =1+
1
Fα
Fβ
18, 72.41,88.84
2.103944.1.1,38

=1,22
Do đó: KF=KFβ.KFα.KFv=1,38.1.1,22=1,684.
Với răng thẳng Yβ=1, với εα=1,75, Yε=1/ εα=0,571
Với Zv1=Z1/cos δ1=32/0,9581=33,4
Zv2= Z2/cos δ2=107/0,2865=372,4.
x1=0,28; x2=-0,28
Tra bảng 6.18 được YF1=3,53; YF2=3,63.
Thay các giá trị vừa tính được vào ta có:
δ F1=2.105764.0,571.1.1,684.3,53/0,85.41,88.84.2,625 =91,74 Mpa.
δ F2=δ F2.3,62/3,53=94,06 Mpa.
Như vậy độ bền uốn được bảo đảm.
e) Kiểm nghiệm về độ bền quá tải.
Với Kqt=1,8
δ Hmax=δ H.Kqt1/2=448,1.1,81/2=601,2 Mpa
⇒ δ Hmax<[δ H]max=1260 Mpa.

δ F1max=δ F1.Kqt=91,47.1,8=164,6<[δ F1]max=464 Mpa.
δ F2max=δ F2.Kqt=94,06.1,8=169,308<[δ F2]max=360 Mpa.
Kết luận:
Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cơn:
Chiều dài cơn ngồi

Re=166,08

Modun vịng ngồi
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng răng
Số răng bánh răng

mte=3
mm
bw=41,52
mm
u1=3,3
β=0
z1=32
z2=106
x1=0.28
x2=-0.28
de1=95,12mm
de2=318 mm
δ1=16o39’0,38’’ ; δ2=73o20’12”
he=2.3.1+0,2.3=6,6 mm
hae1=3(1+1.0,28)=3,84 mm;

Hệ số dịch chỉnh chiều cao
Đường kính chia ngồi
Góc cơn chia
Chiều cao răng ngồi
Chiều cao đầu răng ngoài

mm

Trang 13


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.
hae2=2.1.3-3,84=2,16 mm
hfe1=he-hae1=6,6-3,84=2,76mm;
hfe2=he-hae2=6,6-2,16=4,44mm
dae1=de1+2.hae1.cos
δ1=95,12+2.3,84.0,944=102.37
mm; dae2=319.6 mm

Chiều cao chân răng ngồi
Đường kính đỉnh răng ngồi

III.Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng –cấp chậm.
Số liệu:
Cơng suất trên trục
Số vịng quay:

Tỉ số truyền :

P2=4,98 Kw
n2=158,3 v/ph
u2=3,57

1.Chọn vật liệu
Theo bảng 6.1-T92-[I]
Bánh nhỏ: thép 40 tơi cải thiện đạt độ rắn HB192…228 có
σ b =700 Mpa; σ ch =400 Mpa.
Bánh lớn: thép 45 thường hóa đạt độ rắn HB170…217 có
σ b =600 Mpa; σ ch =340 Mpa.
2. Xác định ứng suất cho phép.
Theo bảng 6.2-T94-[I]
σ Ho lim =2HB+70; SH=1,1.
σ Fo lim =1,8HB; SF=1,75.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=200, độ rắn bánh lớn HB2=185, khi đó
o
• σ H lim =2HB1+70=2.200+70=470 Mpa.
σ Fo lim =1,8HB1=1,8.200=360 Mpa.
o
• σ H lim =2HB2+70=2.185+70=440 Mpa.
σ Fo lim =1,8HB2=1,8.185=333 Mpa.
Theo công thức: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:
2,4
NHO=30. H HB
do đó:
2,4
NHO1=30.200 =9,99.107;NHO2=30.1852,4=8,29.107
Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương(đối với thép)

1

1

1

1

1

1

1

1

2

2

Trang 14


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.
NHE1 = 60c

niti =

= 60*1*158.3 *

* 35840

=
Do đó

= 26.4*107 chu kì chu kì
KHL1=1.

NHE2=60.

137, 6
3
5
3

.20000. 1, 43.
+ 13. + 0, 73. ÷
2, 29
3600.8
8
8


=3,00.107⇒ KHL2=

N HO
=1,12.
N HE
K HL

[ σ H ]= σ H lim . S
H
0

Như vậy.

1

[ σ H ]1=470. 1,1 =427,3 Mpa.
1,12

[ σ H ]2=440. 1,1 =448 Mpa.
Do cấp chậm sử dụng răng nghiêng.
[σ]=1/2.([σH1]+[σH2])=437,65 MPa <1,25[σH2]
Mặt khác NFE1 = 60c

niti =

= 60*1*158,3*

* 35840

= 22,6*107 chu kì >NFO1=4.106 do đó KFL1=1
Tương tự NFE2=NFE1/u=6,8.107>NFO2 ⇒ KFL2=1.
Bộ truyền quay 1 chiều KFC=1 ta được

K FC

[ σ F ]= σ F lim .K FL . S
F
0

Trang 15


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.

⇒ [ σ F 1 ]=360.1.1/1,75=205,7 Mpa.
[ σ F 2 ]=333.1.1/1,75=190 Mpa.

Ứng suất quá tải cho phép:
[ σ H ]max=2,8. σ ch 2 =2,8.400=1120 Mpa.
[ σ F 1 ]max=0,8. σ ch1 =0,8.400=320 Mpa.
[ σ F 2 ]max=0,8. σ ch 2 =0,8.340=272 Mpa.
3. Tính tốn thơng số bộ truyền răng côn cấp nhanh.
a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
aw1=43(u1+1)

3

T1.K H β

[σH ]

2

.u1.ψ ba

Trong đó

theo bảng 6.6 chọn ψba=0,3.
Ψbd=0,5. ψba(u1+1)=0,5.0,3.(2,99+1)=0,598.
Do đó theo bảng 6.7 → HHβ=1,03. (Theo sơ đồ 5)
T1=335915 Nmm.
⇒

aw1=43(2,99+1)

3

300378.1, 03
=225 mm
437, 7 2.3,56.0,3

Lấy aw1=225 mm.
b.Xác định các thơng số ăn khớp
Theo cơng thức
m=(0,01÷0,02)aw1=2,25÷4,5 mm
Theo bảng 6.8 chọn modun pháp m=3 mm
Chọn sơ bộ β=10o, do đó cos β=0,9848 ⇒ số răng bánh nhỏ:
Z1=2aw.cosβ/[m(u+1)]
=2.225.0,9848/[3(3.56+1)]=32,39

Lấy z1=32 răng
Số răng bánh lớn : z2=u.z1=3,56.32=113,92 răng
Lấy z2=113 răng.
Do đó tỉ số truyền thực um=z2/z1=3,53.
Cosβ=

m.( z1 + z2 ) 3(115 + 32)
=
=0,9799.
2.a w
2.225

Suy ra: β=11030’
c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Ta có:

2
σ H = Z M .Z H .Zε . 2T1.K H . u + 1
d m1
bw .u

Theo bảng 6.5, hệ số ảnh hưởng vật liệu : ZM=274 Mpa1/3.
tg βb=cos αt.tg β=cos (20,751).tg (13.26)=0,22.
Với αt=αtw=arctg(tgα/cos β)=arctg(tg 20o/0,9698)=20,571.
⇒ βb=12,42o
Trang 16


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.
2.cos β b
2.cos(12,42)
=
= 2,96 =1,720
sin 2α tw
sin(2.20,571)
b .sin β 67,5.sin(11, 26)
=
εβ= w
=1,640.
π .m
π .3

Do đó ZH=

Trong đó bw=ψba.aw=0,3.215=67,5
1
1
=
=0,755
εα
1, 75

⇒ Z ε=

Với εα=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)]cos β=[1,88-3,2(1/32+1/113)].0,9698
=1,75

Đường kính vịng lăn bánh nhỏ:
dw1=2.aw/(um+1)=2.225/(3.53+1)=99.33 mm
mặt khác:

v=

π .d w1.n1 π .99,33.158,3
=
=0,82 m/s
6.104
6.104

Theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9
Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v<2,5 m/s có KHα=1,13
Theo 6.42-[I]

υH=δH.go.v.

aw
225
=0,002.73.0,82.
=0,955.
u
3.53

Trong đó theo bảng 6.15 δH=0,002.
Theo bảng 6.16 go=73.
⇒

υ H .bw .d m1

KHv=1+ 2.T .K .K
1
Hα
Hβ
0,955.67,5.108, 29

=1+ 2.300378.1, 03.1,13 =1,009.
Do đó KH=KHβ.KHα.KHv=1,03.1,13.1,008=1,173.
Vậy ứng suất tiếp xúc
δH =

274.1, 720.0, 766 2.300378.(3.53 + 1)
.
108, 29
64,5.3,53

=422,6 Mpa.

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Do v=0,82 m/s<5 m/s nên Zv=1, với cấp chính xác động học 9, chọn cấp chính
xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia cơng đạt độ nhám Ra=2,5μm …1,25μm do đó
ZR=0,95, với da<700 mm, KXH=1. Vậy:
[ δ H ]’=[ δ H ].Zv.ZR.KXH=437,65.1.0,95.1=415,77Mpa.
Như vậy :
• δ H >[ δ H ]’ nhưng không nhiều
2

 422, 6 
Nên giảm chiều rộng răng bw=67,5. 

÷ =69.7 mm
 415, 77 

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Trang 17


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.

δ F 1 =2.T1.KF. Yε .Yβ .YF 1 /

(bw.m.dm1)
Theo bảng 6.7, KFβ=1,02; theo bảng 6.14, v<2,5 m/s và cấp chính xác 9 suy
ra KHα=1,37.
Tra bảng 6.21-T143 -[I] được KFβ=1,38.
Có

υF=δF.go.v. d m1.

u +1
u
225
=2.86.
3.53

=0,006.73.0,82.

Trong đó: δF=0,006(bảng 6.15), go=73(bảng 6.16), do đó

υ F .bw .d m1

KFv=1+ 2.T .K .K =1+
1
Fα
Fβ
2,91.67, 6.108, 29
2.300378.1, 08.1,37

=1,02.

Do đó: KF=KFβ.KFα.KFv=1,08.1,37.1,02=1,509.
Với εα=1,705 ⇒ Yε=1/εα=0,587, với β=14,125o ⇒ Yβ=1-β/140=0,899.
Với Zv1=Z1/cos 3β=35/(0,9698)3=38
Zv2= Z2/cos3β=104/(0,9698)3=114.
Tra bảng 6.18 được YF1=3,72; YF2=3,60.
Với m=3 mm,Ys=1,08-0,0695.ln(3)=1,003.
YR=1(bánh răng phay), KXF=1(da<700 mm).
Do đó [σF1]=[σF1].YR.Ys.KXF=205,7.1.1,003.1=206,3MPa.
Tương tự [σF2]=[σF2].YR.Ys.KXF=190.1.1,003.1=190,57 MPa.
Thay các giá trị vừa tính được vào ta có:
δ F1=2.300378.0,587.0,899.3,72/(67,5.108,29.3)
=60,95 Mpa<[σF1]
δ F2=δ F2.3,72/3,60=58,986 Mpa<[σF2]
Như vậy độ bền uốn được bảo đảm.
e) Kiểm nghiệm về độ bền quá tải.
Với Kqt=1,4
δ H1max=δ H.Kqt1/2=415,77.1,41/2=491,9 Mpa

⇒ δ Hmax<[δ H]max=1260 Mpa.
δ F1max=δ F1.Kqt1/2=60,82.1,41/2=71,9<[δ F1]max=320 Mpa.
δ F2max=δ F2.Kqt1/2=58,86.1,41/2=69,6<[δ F2]max=272 Mpa.
Độ bền quá tải được thỏa mãn.
Kết luận:
Các thơng số và kích thước bộ truyền
Trang 18


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.







•
•
•
•
•
•

Khoảng cách trục
aw=225 mm

Mođun pháp
m=3,0 mm
Chiều rộng vành răng
bw=67,5 mm
Tỉ số truyền
u2=3.53
Góc nghiêng răng
β=13o15’41”
Số răng bánh răng
z1=32, z2=113
Răng khơng dịch chỉnh
Các kích thước khác
d1=m.z1/cos β=3.32/cos 11,5o =97,96 mm
d2= m.z1/cos β=3.113/cos 11.5o=352,04 mm
da1=d1+2.m=103.96 mm
da2=d2+2.m=358.04 mm
df1=d1-2,5.m=90,1 mm
df2=d2-2,5.m=344.54 mm

Điều kiện bơi trơn:
Mức dầu bơi trơn thấp nhất tính từ tâm thỏa mãn điều kiện ngập hết bề rộng
bánh răng côn được tính như sau:
d
319.6
H max = ae2 − b sin δ 2 =
− 41.52sin 73,3o = 120,6 mm
2
2
Khi đó độ ngập của bánh răng trụ nghiêng lớn sẽ là:
d ae4

329
d
− H max =
− 120,6 = 58.4 < ae4 = 59,6 (mm)
2
2
6
Vậy điều kiện bôi trơn ngâm dầu được thỏa mãn.

Trang 19


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xn Tây.

IV. TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC:
1. Sơ đồ đặt lực chung:

Trang 20


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.

Sơ
đồ

tính khoảng cách:

2. Chọn vật liệu:
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có
ứng suất xoắn cho phép [τ ]=15 ÷ 25 MPa .

σ b = 600 MPa ,

Tải bản FULL (file word 43 trang): bit.ly/2M61PNG
Dự phòng: fb.com/TaiHo123doc.net

Trang 21


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.
[τ 1 ]=20
[τ ]=22
[τ ]=25

3. Xác định sơ bộ đường kính trục:
- CT

10.9

[1] , đường kính của trục thứ k, k = 1,2,3:
188
dk = 3 Tk / 0,2[τ ]

- T1 = 105764 Nmm ; T2 = 335915 Nmm ; T3 = 965380 Nmm ;
⇒ d1 = 30mm ;
d2 = 45 mm ;
d3 = 60 mm ;
- Bánh đai được lắp trên đầu vào của trục I nên khơng cần quan tâm đến đường kính trục động
cơ điện.
4. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ & điểm đặt lực:

10.2
[1] ⇒ chiều rộng b0 của ổ lăn:
189
d1 = 35 ⇒ b0 = 21
d2 = 45 ⇒ b0 = 25
d3 = 60 ⇒ b0 = 33.
10.12; 10.10
[1] ⇒ chiều dài mayơ của:
- CT
189
+ BR cơn: lm13 ≥ (1,2 ÷ 1,4)d1 = 42 ÷ 49 = 45 mm
lm23 ≥ (1,2 ÷ 1,4)d2 = 54 ÷ 63 = 54 mm
+ Bánh đai: lm12 ≥ (1,2 ÷ 1,5)d1 = 42 ÷ 52,5 = 50 mm
+ Bánh răng trụ:
lm22 ≥ (1,2 ÷ 1,5)d2 = 54 ÷ 67,5 = 68 mm
lm31 ≥ (1,2 ÷ 1,5)d3 = 78 ÷ 97.5 = 80 mm
+ Khớp nối đàn hồi: lm32 ≥ (1,4 ÷ 2,5)d3 = 91 ÷ 162.5 = 130 mm
10.3 10.4

10.10
,
[1] , hình vẽ
[1] ta tính được lki :
- Bảng
189 191
193

- Từ dk và bảng

l12 = lc12 = 0,5(lm12 + b0) + k3 + hn
= 0,5(50+21)+15+18
= 69 mm ;
l11 = (2,5…3)d1 = (2,5…3).35 = 87,5…105 = 100 mm ;
l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(b0 – b13cos δ 1 )
= 100+10+10+45+1/2.(21 – 41,88cos16,650) =155 mm ;
l22 = 0,5(lm22 + b0) + k1 + k2 = 0,5(68+25)+10+10 = 67 mm ;
l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13cos δ 2 ) + k1 =
= 67 + 0,5(68+41,88cos73,350) + 10 = 116 mm ;
l21 = lm22 + lm23 + b0 + 3k1 + 2k2 = 68+54+25+3.10+2.10 = 197 mm ;
l32=67 mm
l31=197 mm
l33=hn+k3+1/2(lm32+bo)

Tải bản FULL (file word 43 trang): bit.ly/2M61PNG
Dự phòng: fb.com/TaiHo123doc.net

Trang 22

Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.
=18+15+1/2(130+31)=114 mm
5. Xác định trị số và chiều các lực của chi tiết quay tác dụng lên trục:
Chiều của các lực như hình vẽ trên sơ đồ đặt lực chung trong phần IV.1.
ta phải tính các lực Fa, Ft, Fr, Fk, Fđ ;
Phần tính tốn đai ta đã tính được Fđ = 396,2 N, đồng thời đã có góc nghiêng đường nối tâm
0
của bộurtruyền
ur ngồiurlà 30 .
⇒ F đ = F đx + F đy
⇒ Fyđ = Fđsin300 = 396,2.0,5 = 198,1 N ;
Fxđ = Fđcos300 = 343 N.
Các lực khác: Theo CT

10.3; 10.1
[1] :
184

Bánh răng côn :
Ft11 = Ft21 = 2T1/dm1 = 2.103944/83,34 = 2494.45 N ;
Fr11 = Fa21 = Ft11 tgα cosδ1 = 2494.tg200.cos16,650 = 870 N ;
Fa11 = Fr21 = Ft11 tgα sinδ1 = 2494.tg200.sin16,650 = 260 N ;
Bánh răng trụ răng nghiêng:
Ft22 = Ft31 = 2T2/dw2 = 2.300378/99,33 = 6048 N ;
Fr22 = Fr31 = Ft22 tgα tw / cosβ = 6048.tg20,5710/0,955 = 2305 N ;
Fa22 = Fa31 = Ft22tg β = 6048.tg13,30 = 1429.7 N ;

Khớp nối trục đàn hồi:
Với momen xoắn trục III
T3=965,4 KNm theo bảng 15.10
⇒ Do=D-do-(10..20)=160 mm
Do: Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt nối trục vòng đàn hồi
do: Đường kính chỗ lắp chốt bọc vịng đàn hồi.
(D=210, d=36)
⇒ Lực Fk=0,2.2.T3/Do=0,2.2.1032258/160=2580 N

6. Vẽ
My
trục:
a)
Sơ

biểu đồ mômen uốn Mx,
và mômen xoắn T cho 3
Trục I:
đồ lực:

Trang 23


Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động

GVHD: Dương Đăng Danh.

SVTH: Trần Xuân Tây.

Tính các lực:
Với l12 = 69 mm
l11 = 100 mm
l13= 155 mm
dm1 = 84 mm (BR côn)
Hệ phương trình 1:

∑F
∑M
x

= 0 ⇒ - Fxđ + Fx10 + Fx11 – Ft11 = 0
y/0

=0

Fxđ.l12 + Fx11.l11 – Ft11.l13 = 0

⇒ Fx10 + Fx11 = Fxđ + Ft11 = 343 + 2494 = 2837

Fx11 = (Ft11l13 - Fxđl12)/l11 = (2494.155-343.69)/100 = 3629 N

⇒ Fx11 = 3629 N ;

Fx10 = - 792 N, hay Fx10 có chiều ngược lại so với trên hình vẽ trên.

Hệ phương trình 2:

∑F
∑M

= 0 ⇒ Fyđ – Fy10 + Fy11 – Fr11 = 0

y

x/0

=0

Fyđl12 – Fy11l11 + Fr11l13 – Fa11dm1/2 = 0

⇒ Fy10 – Fy11 = Fyđ – Fr11 = 198,1 – 870 = - 672 N

Fy11 = (Fyđl12 + Fr11l13 – Fa11.dm1/2)/l11 =
= (198,1.69+870.155-260.42)/100 = 1376 N
⇒ Fy11 = 1376 N ; Fx11 = 3629 N
Fy10 = 2048 N ;
Fx10 = -192 N : có chiều ngược chiều đã chọn.

Trang 24
3828549